太原理工大学机械设计课件 滚动轴承.pptVIP

第18章 滚动轴承 太原理工大学机械零件教研室 18.1 概述 标准件 18.1.1 构造 内圈：一般随轴转动，有滚道，限制滚动体的侧向移动 外圈：一般不转动，有滚道，限制滚动体的侧向移动 滚动体：核心元件，在滚道中产生滚动摩擦有球、圆柱磙子、圆锥磙子等 保持架：将滚动体均匀分开，避免相互碰撞，减小磨损（如果滚动体接触，速度方向相反，是两倍），减少发热 18.1.2 材料 18.1.3 优缺点 摩擦小，效率高 径向游隙小，运转精度高 宽度小，结构紧凑 大多可受轴向和径向载荷，结构简单 易于维护，易于更换 标准件，成本低 承受冲击载荷能力差 寿命较低，径向尺寸大 18.2 滚动轴承的类型和选择 18.2.1 滚动轴承的类型 公称接触角α：向心推力轴承滚动体与外圈接触处的法线与半径方向的夹角 滚针轴承：用于径向尺寸受限的场合P365图18.5 类型：见下页，性能和特点P360表18.1 18.2.2 滚动轴承类型的选择 转速：高转速选球轴承，低转速大载荷选磙子轴承 载荷：同时受径向和轴向载荷选角接触轴承或磙子轴承，主要受径向载荷则选深沟球，推力大选推力角接触轴承 轴承内、外圈间的倾斜角要控制在允许范围 为便于装拆可选用内外圈分离型 经济上球轴承比磙子轴承便宜 尺寸系列见P367 轴承内径代号见P368表18.3及其中 的例子 前置代号见p369 后置代号见p369(注意配置代号) 背对背(宽边对宽边)、面对面、串联（P369） 18.4 滚动轴承的力分析、失效和计算准则 18.4.1 向心轴承中作用力的分布 推力轴承可以认为载荷平均分担，径向轴承则不然 推力轴承 F0 =Fa /z 向心轴承，在载荷Fr 的作用下, 根据变形关系，中间滚动体受力 最大，向两边逐渐减小 18.4.2 角接触轴承中的附加轴向力 角接触轴承受径向力时会产生附加轴向力，计算方法见P371表18.4 由于会产生轴向力，方向由宽边指向窄变，故应配对使用 18.4.3 滚动轴承的失效 点蚀、塑性变形、磨损、元件破裂 计算准则：接触疲劳寿命计算和静强度计算，低速轴承可仅仅做静强度计算 18.5 滚动轴承的动载荷和寿命计算 18.5.1 基本额定动载荷和基本额定寿命 轴承寿命：轴承出现点蚀时运转的转速或小时数，单个轴承的寿命不能作为同型号的一批轴承的寿命 基本额定寿命 ：一批相同的轴承中90％的轴承不发生疲劳点蚀前的总转数（以106为单位）或小时数。基本额额定寿命用 L10或L10h 来表示。（一批相同轴承在试验条件下，10%的轴承发生 疲劳点蚀时所达到的寿命，对单个轴承而言，能达到此寿命的可　　　　靠度为 ９０％） 基本额定动载荷：标准规定，基本额定寿命等于106转时轴承所能承受的载荷称为基本额定动载荷，用符号Co表示，也就是说在基本额定动载荷下，轴承可以工作106转，而不点蚀,其可靠度为９０％。该值越大，承载能力越强。 18.5.2 当量动载荷：将同时受径向力和轴向力的轴承力转化为一个计算载荷，在该载荷作用下的轴承寿命与实际相同 计算公式：P=XFr+YFa X、Y径向和轴向动载荷系数见P374表18.7 18.5.3 基本额定寿命计算 PεL10=常数 18.5.4 角接触轴承的载荷计算 载荷作用中心（查手册） 轴向载荷计算 根据外加轴向载荷FA及内部轴向力FS1、FS2“判断”： 压紧端产生平衡反力F1’故Fa1=Fs1+F1’=Fs1+(Fs2+Fa-Fs1)=fs2+Fa 放松端相当于不受外部轴向力 例题18.2 图示斜齿轮轴系，两端正装两个圆锥滚子轴承，轴颈d0=30~35mm； 齿轮分度圆直径d=45mm，Ft=3000N，Fr=1200N， Fa=900N；n=385rpm，中等冲击载荷；计算轴承寿命。 垂直平面 Rr1= Rr2 = 600 Ra1=Ra2=202.5 则 RVI=397.5， RV2=802.5 18.5.5 不稳定载荷下的轴承寿命计算（P379） 18.5.6 修正额定寿命（如果要求可靠度非90%） 18.6 滚动轴承的静载荷计算 18.6.1 基本额定静载荷 基本额定静载荷C0：使受载最大的滚动体与滚道接触中心处引起的接触应力达到一定值的载荷 当量静载荷P0： P0 =X0Fr+Y0Fa（有关系数见表18.12） 静载荷计算： 18.7 极限转速 每种轴承的极限转速n0可从手册中查出。其适用于： 润滑、冷却条件正常； 向心轴承仅受径向载荷，推力轴承仅受轴向载荷； 0级公差； 不符上述条件时应进行修正： 18.8 成对安装角接触轴承的计算特点 18.